二級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器
二級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器,二級(jí),圓柱齒輪,減速器
機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)任務(wù)書
學(xué)號(hào) 姓名 設(shè)計(jì)題號(hào)
設(shè)計(jì)題目:皮帶運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置
機(jī)械運(yùn)動(dòng)簡(jiǎn)圖:
1- 電動(dòng)機(jī) 2-聯(lián)軸器 3-圓柱齒輪減速器 4-運(yùn)輸帶 5-滾筒
運(yùn)輸帶牽引力F(牛頓)
3800
每日工作時(shí)數(shù)t(小時(shí))
8
運(yùn)輸帶速度V(米/秒)
1.8
傳送帶工件年限(年)
15
滾筒直徑D(毫米)
320
注:
傳送帶不逆轉(zhuǎn),工作載荷平穩(wěn),允許輸送帶速度誤差為±5%。
設(shè)計(jì)工作量:
一. 繪制減速器裝配圖1張
二. 繪制減速器零件圖2張,
三. 編寫設(shè)計(jì)說(shuō)明書1份
一 傳動(dòng)方案分析
該方案的優(yōu)缺點(diǎn):
1-電動(dòng)機(jī) 2-聯(lián)軸器 3-圓柱齒輪減速器 4-運(yùn)輸帶 5-滾筒
該工作機(jī)運(yùn)動(dòng)較平穩(wěn),并且該工作機(jī)功率不是很大、載荷變化不大,采用二級(jí)圓柱齒輪減速器這種簡(jiǎn)單傳動(dòng)結(jié)構(gòu),能使傳動(dòng)效率高,結(jié)構(gòu)緊湊。采用閉式齒輪傳動(dòng)能有效防塵,保證潤(rùn)齒輪潤(rùn)滑的良好。二級(jí)圓柱齒輪減速,是減速器中應(yīng)用最廣泛的一種。齒輪相對(duì)于軸承不對(duì)稱,要求軸具有較大的剛度。高速級(jí)齒輪常布置在遠(yuǎn)離扭矩輸入端的一邊,以減小因彎曲變形所引起的載荷沿齒寬分布不均現(xiàn)象。
總體來(lái)講,該傳動(dòng)方案滿足工作機(jī)的性能要求,適應(yīng)工作條件、工作可靠,此外還結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、尺寸緊湊、成本低傳動(dòng)效率高。
二.原動(dòng)機(jī)選擇與計(jì)算(Y系列三相交流異步電動(dòng)機(jī))
已知傳送帶工作拉力F=3800N,輸送帶轂輪轉(zhuǎn)速 V=1.8m/s,鼓輪直徑
D=320mm=0.32m。
2.1類型:Y系列三相異步電動(dòng)機(jī);
2.2功率選擇:
工作帶所需轉(zhuǎn)速:
工作機(jī)所需輸入功率:;
電機(jī)所需功率:;
其中,為滾筒工作效率,0.96
聯(lián)軸器效率,0.99
為圓柱齒輪效率,0.97
為軸承效率,0.995
所以 =7.84 KW
2.3電機(jī)轉(zhuǎn)速選擇
輸送機(jī)工作轉(zhuǎn)速
電機(jī)同步轉(zhuǎn)速選:1000;
2.4電機(jī)型號(hào)確定
所以查表選電機(jī)型號(hào)為:Y160L-6
電機(jī)參數(shù):
額定功率:11Kw
滿載轉(zhuǎn)速:=970
三. 傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的選擇和計(jì)算
3.1 總傳動(dòng)比和各級(jí)傳動(dòng)比分配:
其中:為高速級(jí)傳動(dòng)比,為低速級(jí)傳動(dòng)比,且,
取:;
3.2 各軸傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)
1)高速軸:;
;
;
2) 中間軸:;
;
;
3) 低速軸:;
;
;
四 高速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)(斜齒傳動(dòng))
4.1選精度等級(jí)、材料及齒數(shù)
1為提高傳動(dòng)平穩(wěn)性及強(qiáng)度,選用斜齒圓柱齒輪
小齒輪材料:45鋼調(diào)質(zhì) HBS1=280
接觸疲勞強(qiáng)度極限MPa (由[1]P207圖10-21d)
彎曲疲勞強(qiáng)度極限 Mpa (由[1]P204圖10-20c)
大齒輪材料:45號(hào)鋼正火 HBS2=240
接觸疲勞強(qiáng)度極限 MPa (由[1]P206圖10-21c)
彎曲疲勞強(qiáng)度極限 Mpa (由[1]P204圖10-20b)
3精度等級(jí)選用7級(jí)精度
4初選小齒輪齒數(shù)24
大齒輪齒數(shù)Z2 = Z1= 24×3.6=86取86
5初選螺旋角
4.2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)
計(jì)算公式:
mm (由[1]P216式10-21)
1. 確定公式內(nèi)的各計(jì)算參數(shù)數(shù)值
初選載荷系數(shù)
小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 N·mm
齒寬系數(shù) (由[1]P201表10-7)
材料的彈性影響系數(shù) Mpa1/2 (由[1]P198表10-6)
區(qū)域系數(shù) (由[1]P215圖10-30)
, (由[1]P214圖10-26)
應(yīng)力循環(huán)次數(shù)
接觸疲勞壽命系數(shù)
(由[1]P203圖10-19)
接觸疲勞許用應(yīng)力
取安全系數(shù).0
∴ 取
2. 計(jì)算
(1)試算小齒輪分度圓直徑
=58.9mm
(2)計(jì)算圓周速度
m/s
(3)計(jì)算齒寬b及模數(shù)mnt
mm
b/h=10.99
﹙4﹚計(jì)算縱向重合度
=2.0933
(5) 計(jì)算載荷系數(shù)
① 使用系數(shù)
<由[1] P190表10-2> 根據(jù)電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)得
② 動(dòng)載系數(shù)
<由[1] P192表10-8> 根據(jù)v=1.43m/s、 7級(jí)精度
=1.1
③ 按齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算時(shí)的齒向載荷分布系數(shù)
<由[1]P194表10-4> 根據(jù)小齒輪相對(duì)支承為非對(duì)稱布置、7級(jí)精度、=1.0、 mm,得
=1.42
④ 按齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)算時(shí)的齒向載荷分布系數(shù)
<由[1]P195圖10-13> 根據(jù)b/h=10.99、
⑤ 齒向載荷分配系數(shù)、
<由[1]P193表10-3> 假設(shè),根據(jù)7級(jí)精度,軟齒面?zhèn)鲃?dòng),得
∴=2.73
(6) 按實(shí)際的載荷系數(shù)修正所算得的分度圓直徑
<由[1]P200式(10-10a)>
mm
(7) 計(jì)算模數(shù)
4.3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) <由[1]P198式(10-5)>
1 確定計(jì)算參數(shù)
(1)計(jì)算載荷系數(shù)K
(2)螺旋角影響系數(shù)
<由[1]P215圖10-28> 根據(jù)縱向重合系數(shù),得
0.92
(3)彎曲疲勞系數(shù)KFN
<由[1]P202圖10-18> 得
(4)計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力
取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.2 <由[1]P202式(10-12)>得
(5)計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)ZV
取27
取94
(6)查取齒型系數(shù)YFα 應(yīng)力校正系數(shù)YSα
<由[1]P197表10-5> 得
(7)計(jì)算大小齒輪的 并加以比較
比較
<
所以大齒輪的數(shù)值大,故取0.014269。
2 計(jì)算
=1.96mm
取2
4.4 分析對(duì)比計(jì)算結(jié)果
對(duì)比計(jì)算結(jié)果,取=2.0已可滿足齒根彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度,需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的d1=70.43mm來(lái)計(jì)算應(yīng)有的
取35
取126
需滿足、互質(zhì)
4.5 幾何尺寸計(jì)算
1 計(jì)算中心距阿a
將a圓整為165mm
2 按圓整后的中心距修正螺旋角β
3 計(jì)算大小齒輪的分度圓直徑d1、d2
71.74mm
258.26mm
4計(jì)算齒寬度
B=mm
取B1=75mm,B2=70mm
五 低速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)(斜齒傳動(dòng))
5.1選精度等級(jí)、材料及齒數(shù)
1為提高傳動(dòng)平穩(wěn)性及強(qiáng)度,選用斜齒圓柱齒輪
小齒輪材料:45鋼調(diào)質(zhì) HBS1=280
接觸疲勞強(qiáng)度極限MPa (由[1]P207圖10-21d)
彎曲疲勞強(qiáng)度極限 Mpa (由[1]P204圖10-20c)
大齒輪材料:45號(hào)鋼正火 HBS2=240
接觸疲勞強(qiáng)度極限 MPa (由[1]P206圖10-21c)
彎曲疲勞強(qiáng)度極限 Mpa (由[1]P204圖10-20b)
3精度等級(jí)選用7級(jí)精度
4初選小齒輪齒數(shù)23
大齒輪齒數(shù)Z2 = Z1= 23×2.51=57.66取58
5初選螺旋角
5.2 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)
計(jì)算公式:
mm (由[1]P216式10-21)
3. 確定公式內(nèi)的各計(jì)算參數(shù)數(shù)值
初選載荷系數(shù)
小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 N·mm
齒寬系數(shù) (由[1]P201表10-7)
材料的彈性影響系數(shù) Mpa1/2 (由[1]P198表10-6)
區(qū)域系數(shù) (由[1]P215圖10-30)
, (由[1]P214圖10-26)
應(yīng)力循環(huán)次數(shù)
接觸疲勞壽命系數(shù)
(由[1]P203圖10-19)
接觸疲勞許用應(yīng)力
取安全系數(shù).0
∴ 取
4. 計(jì)算
(1)試算小齒輪分度圓直徑
=91.63mm
(2)計(jì)算圓周速度
m/s
(3)計(jì)算齒寬b及模數(shù)mnt
mm
b/h=10.54
﹙4﹚計(jì)算縱向重合度
=2.093
(5) 計(jì)算載荷系數(shù)
① 使用系數(shù)
<由[1] P190表10-2> 根據(jù)電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)得
② 動(dòng)載系數(shù)
<由[1] P192表10-8> 根據(jù)v=1.29m/s、 7級(jí)精度
=1.1
③ 按齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算時(shí)的齒向載荷分布系數(shù)
<由[1]P194表10-4> 根據(jù)小齒輪相對(duì)支承為非對(duì)稱布置、7級(jí)精度、=1.0、 mm,得
=1.429
④ 按齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)算時(shí)的齒向載荷分布系數(shù)
<由[1]P195圖10-13> 根據(jù)b/h=10.54、
⑤ 齒向載荷分配系數(shù)、
<由[1]P193表10-3> 假設(shè),根據(jù)7級(jí)精度,軟齒面?zhèn)鲃?dòng),得
∴=2.75
(6) 按實(shí)際的載荷系數(shù)修正所算得的分度圓直徑
<由[1]P200式(10-10a)>
mm
(7) 計(jì)算模數(shù)
5.3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì) <由[1]P198式(10-5)>
1 確定計(jì)算參數(shù)
(1)計(jì)算載荷系數(shù)K
(2)螺旋角影響系數(shù)
<由[1]P215圖10-28> 根據(jù)縱向重合系數(shù),得
0.92
(3)彎曲疲勞系數(shù)KFN
<由[1]P202圖10-18> 得
(4)計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力
取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.2 <由[1]P202式(10-12)>得
(5)計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)ZV
取26
取63
(6)查取齒型系數(shù)YFα 應(yīng)力校正系數(shù)YSα
<由[1]P197表10-5> 得
(7)計(jì)算大小齒輪的 并加以比較
比較
<
所以大齒輪的數(shù)值大,故取0.013823。
2 計(jì)算
=2.99mm
取3
5.4 分析對(duì)比計(jì)算結(jié)果
對(duì)比計(jì)算結(jié)果,取=3.0已可滿足齒根彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度,需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的d1=91.63mm來(lái)計(jì)算應(yīng)有的
取36
取91
需滿足、互質(zhì)
5.5 幾何尺寸計(jì)算
1 計(jì)算中心距阿a
將a圓整為195mm
2 按圓整后的中心距修正螺旋角β
3 計(jì)算大小齒輪的分度圓直徑d1、d2
110.55mm
279.45mm
4計(jì)算齒寬度
B=mm
取B1=110mm,B2=105mm
六、軸的設(shè)計(jì)
6.1高速軸的設(shè)計(jì)
1).已知輸入軸上的功率P 、轉(zhuǎn)速n 和轉(zhuǎn)矩T
高速軸:;
;
材料:選用45號(hào)鋼調(diào)質(zhì)處理。查課本第230頁(yè)表14-2取 C=108。
2) 確定軸的最小直徑
,因此根據(jù)聯(lián)軸器選擇(后面將有計(jì)算),取
選用HL2型彈性套柱聯(lián)軸器。半聯(lián)徑d1=30mm,故取 d1-2=30mm,半聯(lián)軸器長(zhǎng)度L=55mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L=53mm
軸配合的轂孔長(zhǎng)度L =53mm
3)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
擬定軸上零件的裝配方案
采用圖示的裝配方案
4)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度
(1)為使聯(lián)軸器軸向定位,在外伸端設(shè)置軸肩,則第二段軸徑。查手冊(cè)85頁(yè)表7-2,此尺寸符合軸承蓋和密封圈標(biāo)準(zhǔn)值,因此取。
(2)設(shè)計(jì)軸段,為使軸承裝拆方便,查手冊(cè)62頁(yè),表6-1,取,采用軸肩膀給軸承定位。選軸承7208,根據(jù)軸承孔徑,所以mm,長(zhǎng)度略比軸承寬度短,取為mm.
(3)齒輪分度圓直徑為71.74mm,齒輪寬度為110mm,,因此,mm
(4)軸承由軸肩膀定位, 取,mm,。
5)校核該軸:
L1=122.5 L2=183 L3=68
作用在齒輪上的圓周力為:
徑向力:
軸向力:
求垂直面的支反力:
求垂直彎矩,并繪制垂直彎矩圖:
求水平面的支承力:
N
N
求并繪制水平面彎矩圖:
求合成彎矩圖:
求危險(xiǎn)截面當(dāng)量彎矩:
從圖可見,m-m處截面最危險(xiǎn),其合成彎矩為:(取折合系數(shù))
所以該軸是安全的。
6.2 中間軸的設(shè)計(jì):
材料:選用45號(hào)鋼調(diào)質(zhì)處理。查課本第230頁(yè)表14-2取C=110。
②根據(jù)課本第230頁(yè)式14-2得:,最小軸徑段安裝軸承,在此選擇7208軸承,因此,
裝配低速級(jí)小齒輪,且取,軸長(zhǎng)比齒寬略短取L3-2=107。
段主要是定位高速級(jí)大齒輪,所以取mm,軸長(zhǎng)比齒寬略短取L4-5=68mm。
段軸肩定位齒輪,所以取mm,L4-5=7.5mm。
6.3低速軸的設(shè)計(jì):
低速軸:;
;
;
⑴確定各軸段直徑
1)計(jì)算最小軸段直徑。
因?yàn)檩S主要承受轉(zhuǎn)矩作用,所以按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度計(jì)算:
考慮到該軸段上開有鍵槽,因此根據(jù)聯(lián)軸器選擇(后面將有計(jì)算),取
選用HL4型彈性套柱聯(lián)軸器,公稱直徑為1250N*m。半聯(lián)徑d=60mm,故取 d1-2=60mm,半聯(lián)軸器長(zhǎng)度L=142mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L =140mm.
2)為使聯(lián)軸器軸向定位,在外伸端設(shè)置軸肩,則第二段軸徑。查手冊(cè)85頁(yè)表7-2,此尺寸符合軸承蓋和密封圈標(biāo)準(zhǔn)值,因此取。
3)設(shè)計(jì)軸段,為使軸承裝拆方便,查手冊(cè)62頁(yè),表6-1,取,采用軸肩膀給軸承定位。選軸承7214,根據(jù)軸承孔徑,所以mm,長(zhǎng)度略比軸承寬度短,取為mm.
4)齒輪孔徑為80mm,齒輪寬度為105mm,,因此,mm
5)軸承由軸肩膀定位, 取,mm。
6),齒輪同軸肩定位,,。
(4).校核該軸:
求作用力、力矩和和力矩、危險(xiǎn)截面的當(dāng)量彎矩。
作用在齒輪上的圓周力:
徑向力:
軸向力:
由減速器圖可知,可知:L1=222mm L2=169.5mm L3=89.5mm
求水平面的支承力。
計(jì)算、繪制水平面彎矩圖。
求垂直面的支反力:
計(jì)算垂直彎矩:
合成彎矩。
扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力是脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力,則折合系數(shù),則
軸的計(jì)算應(yīng)力:
軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,由(2)表15-1查得:,因此 ,故安全。
(5).精確校核軸的疲勞強(qiáng)度
判斷危險(xiǎn)截面,從應(yīng)力集中對(duì)軸疲勞強(qiáng)度的影響,截面7應(yīng)力集中最嚴(yán)重,因此需校核截面7兩側(cè)
校核危險(xiǎn)截面左側(cè):
抗彎截面系數(shù):
抗扭截面系數(shù):
彎矩及彎曲應(yīng)力:
扭矩及扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力:
軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,由(2)表15-1查得:
,,
應(yīng)力集中系數(shù):,,查附表3-2得:,
由附表3-1得軸的敏性系數(shù)為:
,
故有效應(yīng)力集中系數(shù):
由附圖3-2得尺寸系數(shù):
由附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù):
查附圖3-4表面質(zhì)量系數(shù)為:
軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理,則:
綜合系數(shù)值:
3
8
碳鋼的特性系數(shù):
,取:5
,取:
則計(jì)算安全系數(shù),得:
軸左截面安全
3.校核危險(xiǎn)截面右側(cè)
抗彎截面系數(shù):
抗扭截面系數(shù):
彎矩及彎曲應(yīng)力:
扭矩及扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力:
過(guò)盈配合處的值,由附表3-8用插入法求出,并取
,于是得:
,
軸按磨削加工,由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為:
故得綜合系數(shù)為:
所以軸在危險(xiǎn)截面右側(cè)的安全系數(shù)為:
故該軸在危險(xiǎn)截面的右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。
七、軸承的校核
7.1 低速軸軸承校核
由于低速軸受力最大,傳遞轉(zhuǎn)矩最大,本文只校核低速軸
軸承7214的校核
求兩軸承受到的徑向載荷
徑向力,
查[1]表15-1,得Y=1.4,e=0.4,
派生力,
軸向力,右側(cè)軸承壓緊
由于,
所以軸向力為,
當(dāng)量載荷
由于,,
所以,,,。
由于為一般載荷,所以載荷系數(shù)為,故當(dāng)量載荷為
,
軸承壽命的校核
故軸承壽命滿足要求。
八 鍵的設(shè)計(jì)與校核:
8.1高速軸鍵的校核
根據(jù),,故軸段上采用鍵:,
采用A型普通鍵:
綜合考慮取=45得
查課本155頁(yè)表10-10所選鍵為:安全合格。
8.2 中間軸鍵的校核:
只校核大齒輪處的鍵,因?yàn)樾↓X輪處比大齒輪處長(zhǎng),而鍵的其它參數(shù)相同,大齒輪的合格,小齒輪處也合格。
因?yàn)閐=45裝齒輪查課本153頁(yè)表10-9選鍵為查課本155頁(yè)表10-10得
因?yàn)長(zhǎng)1=70mm初選鍵長(zhǎng)為63mm
,校核
所以所選鍵為: 安全合格。
6.3低速軸齒輪處的鍵校核:
因?yàn)閐=80裝聯(lián)軸器查課本153頁(yè)表10-9選鍵為查課本155頁(yè)表10-10得
因?yàn)長(zhǎng)1=70初選鍵長(zhǎng)為,校核所以所選鍵為: 安全合格。
6.4低速軸聯(lián)軸器處的鍵校核:
因?yàn)閐=50裝聯(lián)軸器查課本153頁(yè)表10-9選鍵為查課本155頁(yè)表10-10得
因?yàn)長(zhǎng)1=100初選鍵長(zhǎng)為,校核所以所選鍵為: 安全合格。
九.低速軸聯(lián)軸器的選擇:
9.1輸入軸聯(lián)軸器
計(jì)算聯(lián)軸器所需的轉(zhuǎn)矩: 查課本269表17-1取 查手冊(cè)94頁(yè)表8-7選用型號(hào)為HL2的彈性柱銷聯(lián)軸器。
9.2輸出軸聯(lián)軸器
計(jì)算聯(lián)軸器所需的轉(zhuǎn)矩: 查課本269表17-1取 查手冊(cè)94頁(yè)表8-7選用型號(hào)為HL4的彈性柱銷聯(lián)軸器。
十. 潤(rùn)滑方式的確定
因?yàn)閭鲃?dòng)裝置屬于輕型的,且傳速較低,所以其速度遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于,所以采用油潤(rùn)滑,箱體內(nèi)選用SH0357-92中的50號(hào)潤(rùn)滑,裝至規(guī)定高度。
十一 減速器機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸如下
名稱
符號(hào)
計(jì)算公式
結(jié)果
箱座厚度
10
箱蓋厚度
10
箱蓋凸緣厚度
20
箱座凸緣厚度
20
箱座底凸緣厚度
20
地腳螺釘直徑
M16
地腳螺釘數(shù)目
查手冊(cè)
4
軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓直徑
M8
蓋與座聯(lián)結(jié)螺栓直徑
=(0.5 0.6)
M12
軸承端蓋螺釘直徑
=(0.40.5)
M8
視孔蓋螺釘直徑
=(0.30.4)
M6
定位銷直徑
=(0.70.8)
8
,,至外箱壁的距離
查手冊(cè)表11—2
27
19
19
,至凸緣邊緣距離
查手冊(cè)表11—2
30
27
外箱壁至軸承端面距離
=++(510)
30
大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離
>1.2
26
齒輪端面與內(nèi)箱壁距離
>
12.5
箱蓋,箱座肋厚
8
8
軸承端蓋外徑
+(55.5)
106(1軸)
116(2軸)
166(3軸)
參考文獻(xiàn):
[1]濮良貴 紀(jì)名綱 主編 《機(jī)械設(shè)計(jì)》第七版 高等教很出版社 2000
[2]王昆 何小柏 汪信遠(yuǎn) 主編 《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)》高等教育出版社 1995
[3] 機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)編輯委員會(huì).機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)(1-2)第三版[M].北京:機(jī)械工業(yè)出版社,2004
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編號(hào):2495386
類型:共享資源
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上傳時(shí)間:2019-11-26
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積分
- 關(guān) 鍵 詞:
-
二級(jí)
圓柱齒輪
減速器
- 資源描述:
-
二級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器,二級(jí),圓柱齒輪,減速器
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